Главная Случайная страница


Категории:

ДомЗдоровьеЗоологияИнформатикаИскусствоИскусствоКомпьютерыКулинарияМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОбразованиеПедагогикаПитомцыПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРазноеРелигияСоциологияСпортСтатистикаТранспортФизикаФилософияФинансыХимияХоббиЭкологияЭкономикаЭлектроника






Точность изготовления передачи и её влияние на качество передачи

Характеристики передач

В каждой передаче различают два основных вала: входной и выходной, или ведущий и ведомый. Между этими валами в многоступенчатых передачах располагаются промежуточные валы.

Основные характеристики передач: мощность Р1 на входе и Р2 на выходе, кВт или Вт; быстроходность, которая выражается частотой вращения n1 на входе и n2 на выходе, мин-1 или угловыми скоростями w1, w2, с-1.

 

6.

Зубчатые передачи являются основной разновидностью механических передач, работающих на принципе зацепления с непосредственным касанием ведущей и ведомой деталей – пары зубчатых колёс.

Зубчатые передачи классифицируют следующим образом:

1) по расположению осей валов;

2) по расположению зубьев на колёсах;

3) по форме профиля зуба.

По расположению осей валов различают передачи:

1)с параллельными осями, которые выполняют с цилиндрическими колёсами внешнего или внутреннего зацепления;

 

2)с пересекающимися осями – конические зубчатые передачи;

 

3)с перекрещивающимися осями – цилиндрические винтовые, конические гипоидные и червячные.

По расположению зубьев на колёсах различают: прямозубые, косозубые, шевронные и с круговыми зубьями.

Основныепреимущества зубчатых передач:

· высокая нагрузочная способность и, как следствие

· малые габариты;

· большая долговечность и надёжность работы (например, для редукторов общего применения установлен ресурс 30 000 ч);

· высокий КПД (до 0,97…0,98 в одной ступени);

· постоянство передаточного отношения (отсутствие проскальзывания);

· возможность применения в широком диапазоне скоростей (до 150 м/с) и мощностей (до десятков тысяч кВт) и передаточных отношений (до н7ескольких сотен тысяч).

Среди недостатков зубчатых передач можно отметить:

· повышенные требования к точности изготовления;

· шум при больших скоростях;

· высокую жёсткость, не позволяющую компенсировать динамические нагрузки.

 

Повреждение поверхности зубьев

Все виды повреждения поверхности зубьев связаны с контактными напряжениями и трением.

Усталостное выкрашивание от контактных напряжений является основным видом разрушения поверхности зубьев при хорошей смазке передачи

Абразивный износ – основная причина выхода из строя передач при плохой смазке. Это прежде всего открытые передачи, а также закрытые, но недостаточно защищённые от загрязнения.

Основные меры предупреждения износа – повышение твёрдости поверхности зубьев, защита от загрязнения, применение специальных масел.

Заедание – наблюдается преимущественно у высоконагруженных и высокоскоростных передачах. В месте соприкосновения зубьев этих передач развивается высокая температура, способствующая разрыву масляной плёнки и образованию металлического контакт

Пластичные сдвиги наблюдаются у тяжело нагруженные колёс, выполненных из мягкой стали. При перегрузках на мягкой поверхности зубьев появляются пластические деформации с последующим сдвигом в направлении скольжения.

Отслаивание твёрдого поверхностного слоя зубьев, подвергнутых поверхностному упрочнению (азотирование, цементирование, закалка). Этот виз разрушений наблюдается при недостаточно высоком качестве термической обработки

Материал. Практикой эксплуатации и специальными условиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твёрдостью материала. Наибольшую твёрдость, а следовательно, и наименьшие габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колёс из сталей, подвергнутых термообработке. Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колёс и, в особенности для колёс высоконагруженных передач.

Две группы. В зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев стальные зубчатые колёса разделяют на две основные группы: твёрдостью £ 350 НВ – зубчатые колёса, нормализованные или улучшенные; твёрдостью ³ 350 НВ – с объёмной закалкой, закалкой ТВЧ, цементацией, азотированием и др.

Рис. 31. Основные геометрические параметры

Рис. 32 Рис. 33

Вопрос 10. Расчет зубьев цилиндрической прямозубой передачи на изгиб

По международному стандарту ISO / DIS 6336: (Ausgabe 1986) по расчету зубчатых передач предусмотрены четыре метода расчета зубчатых передач.

Метод А – экспериментально – исследовательский требует точных измерений, обширного и трудоёмкого математического анализа или обоснования на основе надежного эксплуатационного эксперимента на подобных приводах. При этом предел выносливости и эквивалентное окружное усилие или коэффициент внешней динамики – КА определяется из полученного измерением коллектива нагрузок с использованием гипотез накопления повреждений. Поскольку величина КА может принять весьма большие значения от 1 до 2 и более, то применяемый метод расчета и величина КА должны согласовываться между изготовителем и покупателем редуктора. Как видим, метод очень дорог и применяется крайне редко.

Метод В - экспериментально- теоретический и производится на основе исследования предела выносливости зубчатого колеса – представителя, считается целесообразным для зубчатых передач массового производства.

Метод С - приближенный, при этом аналитический расчет производится на основе комплексных данных стандарта или справочной технической литературы.

Метод D – упрощенный, примерно соответствует приводимому расчету данного раздела.

Необходимо заметить, что метод расчета зубчатых передач по ГОСТу 21354-87 занимает промежуточное положение между методами С и D. В методе С коэффициент формы зуба при расчете на изгиб рассматривается как произведение двух переменных

Ниже излагается упрощенный метод расчета зуба на изгиб, осно­ванный на положениях сопротивления материалов.

На рис. 34 показаны схема зацепления двух зубьев в полюсе и силы, действующие на зубья колес со стороны шестерни; трение не учитывается. Нормальная сила Fnраскладывается на две составляющие: окружную силу Ft и радиальную или распорную — Fr.

 

Рис. 34. Усилия в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи

 

При выводе формул принимают следующие упрощения и допущения: зуб рассматривают как консольную балку прямоугольного сечения, работаю­щую на изгиб и сжатие; вся нагрузка, действующая в зацеплении, переда­ется одной парой зубьев и приложена к их вершинам; нагрузка равномерно распределена по длине зуба .

На рис.35 показан профиль балки равного сопротивления (s — тол­щина зуба в опасном сечении; l — плечо изгибающей силы; длина зуба; Fn — нормальная сила, действующая на зуб).

 

Рис.35. Схема расчета зубьев на изгиб

 

Определим силы в опасном сечении корня зуба. Разложим силу Fn в точке А на две составляющие: Ft' и F'r, условно принимаем, что сила Fn приложена только к одному зубу (перекрытием пренебрегаем), а сила Ft равна окружной силе на начальной окружности.

Сила Ft' изгибает зуб, а сила F'r сжимает его. Из рис. 35 находим

;

где — угол направления нормальной силы Fn, приложенной у вершины, который несколько больше угла зацепления ; — нормаль­ная сила.

Исходя из изложенного выше, за расчетное напряжение принима­ют напряжения на растянутой стороне зуба:

(1)

Для опасного сечения ВС условие прочности

(2)

где напряжение изгиба в опасном сечении корня зуба; W — осевой момент сопротивления; — площадь сечения ножки зуба.

Выразим I и s в долях модуля зубьев: l= km; s = cm, где к и с — коэффи­циенты, зависящие от формы зуба, т.е. от угла и числа зубьев Z.

Тогда изгибающий момент в опасном сечении

осевой момент сопротивления прямоугольного сечения зуба

(3)

Подставим в формулу (2) входящие в него параметры МИ и W, введем коэффициенты расчетной нагрузки (табл. 6), (табл. 7) и теоре­тический коэффициент концентрации напряжений КТ.

В результате получим окончательную формулу проверочного расчета прямозубой передачи на усталость при изгибе

(4)

где YF — коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напря­жений (табл. 8).

Выведем формулу проверочного расчета прямозубых передач на уста­лость при изгибе через вращающий момент Т2..

С учетом того, что ; формула проверочного расчета (4) примет вид

(5)

где , ,МПа; m, мм; T2 — вращающий момент на колесе, Нмм; Z1число зубьев шестерни; — коэффициент длины зуба (ширины венца) по делительному диа­метру (табл. 9).

Из формул (5) и (6) получаем формулы проектировочного рас­чета на изгиб

(6)

(7)

(8)

где Km = 1,4 для прямозубых колес.

В формулу (8) подставляют меньшее из двух отношений ,вы­численных для шестерни и колеса.

 

Выбор допускаемых напряжений изгиба. Выше отмечалось, что при­чиной поломки зубьев, как правило, является усталость материала под дейст­вием повторных переменных изгибающих напряжений. Поэтому значения допускаемых напряжений должны быть определены исходя из предела вы­носливости зубьев. Допускаемое напряжение изгиба определяют по формуле

, (9)

где — базовый предел выносливости зубьев при отнулевом цикле изменения напряжений (табл. 10); SF — коэффициент безопасности (SF = 1,7 ÷ 2,2; SF> 2,2 — для литых заготовок); YR — коэффициент, учиты­вающий шероховатость поверхности зуба (YR= 1,05 ÷ 1,2 — при полирова­нии, в остальных случаях YR= 1); KFCкоэффициент, учитывающий влия­ние двустороннего приложения нагрузки (KFC= 1,0 — при одностороннем приложении нагрузки, изгибающей зуб; KFC= 0,65 — для нормализованных сталей, KFC=0,75 — для закаленных сталей с твердостью свыше HRC45; KFC = 0,9 — для азотированных сталей); KFL — коэффициент долговечности.

В зависимости от твердости активных поверхностей зубьев коэф­фициент долговечности YN определяется по следующим формулам:

KFL = при НВ≤ 350, (10)

KFL = при НВ ≥ 350, (11)

где — число циклов соответствующее точке перелома кривой усталости; NF — расчетная циклическая долговечность;

, (12)

где — частота вращения (угловая скорость) шестерни или колеса, об/мин (рад/с); с — число колес, находящихся в зацеплении с рассчиты­ваемым колесом; — продолжительность работы зубчатой передачи за рас­четный срок службы, ч;

, (13)

где LГ — срок службы передачи, год; С — число смен; tc — продолжитель­ность смены, ч; kГ — коэффициент годового использования привода; kс — коэффициент использования привода в смене.

Формула (12) приемлема для определения расчетной циклической долговечности только при постоянном режиме нагрузки.

При выборе материала для зубчатой пары с целью сокращения номенк­латуры, как правило, назначают одинаковые материалы. Разность значений твердостей для шестерни и колеса достигается их термической обработкой. Получение нужных механических характеристик зависит не только от тем­пературного режима обработки, но и от размеров заготовки.

При переменном режиме нагрузки расчетная циклическая долговеч­ность определяется по формуле:

,(14)

где KFEкоэффициент приведения переменного режима нагрузки к по­стоянному эквивалентному режиму:

(15)

где Tmax, Тiмаксимальные и промежуточные значения моментов; коэф­фициент mF = 6 — при нормализации и улучшении; mF=9при закалке; ti — продолжительность (в часах) действия момента Тi; суммарная про­должительность работы зубчатой передачи.

Вопрос 11-12. Расчет цилиндрической прямозубой передачи на контактную прочность

Расчет прочности контактирующих поверхностей зубьев основан на ограничении наибольших нормальных напряжений.

При выводе формул приняты следующие допущения: зубья рассматри­вают как два находящихся в контакте цилиндра с параллельными образую­щими (радиусы этих цилиндров принимают равными радиусам кривизны профилей зубьев в полюсе зацепления); нагрузку считают равномерно рас­пределенной по длине зуба; контактирующие профили предполагают не­разделенными масляной пленкой.

На основании этих допущений к расчету зубчатых колес можно приме­нить результаты исследований на контактную прочность цилиндрических роликов. Наибольшие нормальные контактные напряжения возникают в точках, лежащих на очень малой глубине под линией контакта по формуле Герца—Беляева:

(16)

где — расчетная удельная нормальная нагрузка; — приведенный мо­дуль упругости материалов зубьев; — приведенный радиус кривизны профилей зубьев шестерни и колеса; — коэффициент Пуассона. Для прямозубых колес без учета коэффициентов нагрузки

, (17)

где — нормальная сила, действующая на зуб (см. рис. 35); — окружная сила; — суммарная длина контактной линии (для прямозубых передач — ширина венца, так как ; здесь — коэффициент, учитывающий непостоянство суммарной длины контактной линии); — коэффициент перекрытия.

Для учета неравномерности распределения нагрузки по длине контакт­ных линий, а также для учета динамических нагрузок вследствие погреш­ности изготовления и деформации деталей передачи вводят коэффициент нагрузки (см. табл. 6-7).

Отсюда

(18)

Приведенный модуль упругости , где и — мо­дули упругости материалов шестерни и колеса.

Зубья рассматриваются как цилиндры длиной (ширина зубчатого ко­леса) и радиусов и , где

Приведенный радиус кривизны зубьев в полюсе

Здесь знак «плюс» для внешнего зацепления, знак «минус» — для внут­реннего зацепления.

Подставляя значения и в формулу (17), после преобразований получим

(19)

Обозначим в формуле (19) выражение через — коэффи­циент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

— коэффициент, учитывающий механические свойства

материалов сопряженных колес ( = 275 МПа1/2 — для стальных колес);

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линии для прямозубых передач.

Получим расчетную формулу, рекомендуемую для проверочного расчета:

(20)

После подстановки значений ; и в формулу (20) и некоторых преобразований получим удобную для расчета формулу

(21)

Значение определяют по формуле

После некоторых преобразований формулы (21) получим формулу проектировочного расчета для определения межосевого расстояния прямозу­бых зубчатых передач:

Обозначим через вспомогательный коэффициент

(для прямозубых передач при = 1,25, = 49,5 МПа1/3).

Тогда формула проектного расчета для определения межосевого рас­стояния закрытых цилиндрических передач

(22)

Допускаемые контактные напряжения (МПа) при расчете рабочих поверхностей на усталостное выкрашивание рассчитываются по формуле

,

где — предел выносливости рабочих поверхностей зубьев (табл. 11), соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений , МПа (база испытаний определяется по табл. 12);

— коэффициент безопасности ( = 1,1 при нормализации, улучше­нии или объемной закалке; при поверхностной закалке и цементации =1,2);

— коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных по­верхностей зубьев ( );

— коэффициент долговечности, который учитывает влияние срока службы, режима нагрузки передачи и возможность повышения допускае­мых напряжений для кратковременно работающих передач.

 

Таблица 11. Пределы контактной выносливости

, МПа Материал Твердость поверхностей зубьев (средняя) Термическая обработка зубьев
2 НВ + 70 18 HRC+150 17 HRC +200 Сталь углеродистая и легированная НВ < 350 HRC 38-50 HRC 40-50 Нормализация, улучшение Объемная закалка Поверхностная закалка
23HRC Сталь легированная HRC> 56 HV 550-750 Цементация и нитроцементация Азотирование

 

Таблица 12. Базовое число циклов

Твердость поверх­ностей зубьев НВ До 200
, млн. циклов 17,0 26,4 38,3 52,7

 

При постоянной нагрузке ; (или ) — циклическая долговечность.

При переменной нагрузке расчетная циклическая долговечность опре­деляется по формуле:

,

где КНЕкоэффициент приведения переменного режима нагружения к постоянному эквивалентному

В расчетные формулы (21) и (22) входит меньшее из допускаемых напряжений, установленных для шестерни и колеса. Так как материал ко­леса имеет обычно меньшую твердость, чем материал шестерни, то в боль­шинстве случаев для колеса меньше.

В табл. 11 даны значения предела выносливости (база испыта­ний) для различных материалов зубчатых колес.

ПЕРЕДАЧ

Открытые цилиндрические передачи выполняют только прямозубыми и применяют при . Степень точности их изготовления по нормам плавности контакта обычно 9-я (по ГОСТ 1643-81),

Основные размеры передач определяют из расчета на контактную прочность. При расчете принимают допускаемые напряжения и . При любой твердости рабочих поверхностей зубьев открытые передачи считают прирабатывающимися. Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение модуля рекомендуется принимать в 1,5. ..2 раза больший, чем для закрытых передач тех же размеров.

Исходные данные для расчета реечных прямозубых передач:

- осевая сила на рейке (окружная сила на шестерне);

- поступательная скорость движения рейки (окружная скорость шестерни);

схема положения шестерни относительно опор.

Предварительное значение делительного диаметра шестерни

Определяют (см. разд. 4) и (см. разд. 6), . Меньшее значение - при консольном положении шестерни относительно опор.

Модуль передачи:

Полученное значение округляют до ближайшего большего (согласно ГОСТ 9563-60).

Определяют (см. разд. 4) и (см. разд. 6).

Число зубьев шестерни

Если , то надо увеличить до , а до . Или принять , но при этом шестерню необходимо нарезать с положительным смещением инструмента ( ).

Делительный диаметр шестерни:

 

Частота вращения шестерни:

 

Вопрос14. Косозубые цилиндрические передачи. Особые размерные параметры….

Общие сведения.

Цилиндрические колеса, у которых зубья расположены по винтовым линиям на делительном цилиндре, называют к о с о з у б ы м и (см. рис. 1, б). В отличие от прямозубой в косозубой передаче зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а по­степенно. Увеличивается время контакта одной пары зубьев, в течение которого входят новые пары зубьев, нагрузка передает­ся по большому числу контактных линий, что значительно снижа­ет шум и динамические нагрузки.

Чем больше угол наклона линии зуба β, тем выше плавность зацепления. У пары сопряженных косозубых колес с внешним зацеплением углы β равны, но противоположны по направлению.

Если к передачам не предъявляют специальных требований, то колеса нарезают правыми, а шестерни левыми.

У косозубого колеса (рис. 13) расстояние между зубьями можно измерить в торцовом, или окружном (t – t) , и нормальном (п – n) направлениях. В первом случае получим окружной шаг pt, во втором — нормальный шаг р. Различными в этих направле­ниях будут и модули зацепления:

 

Рис.13. Геометрические размеры косозубого колеса

где mt и m — окружной и нормальный модули зубьев.

Согласно рис. 13

 

 

следовательно,

 

где β - угол наклона зуба на делительном цилиндре.

Нормальный модуль m должен соответствовать стандарту и являться исходной величиной при геометрических расчетах.

Делительный и начальный диаметры

 

 

Косозубое колесо нарезают тем же инструментом, что и пря­мозубые. Наклон зуба получают поворотом инструмента на угол β. Профиль косого зуба в нормальном сечении соответствует исходному контуру инструментальной рейки и, следовательно, совпадает с профилем прямого зуба модуля т.

Высоты головки косого зуба ha и ножки hf соответственно равны:

 

 

Диаметр вершин

 

 

Межосевое расстояние

 

 

В косозубой передаче, меняя значение угла β, можно незначительно изменить аw.

Прямозубую передачу можно рассматривать как частный случай косозубой, у которой которой β = 0

 

Эквивалентное колесо

А-А

Как указывалось выше, профиль косого зуба в нормальном сечении АА (рис. 14) соответствует исходному контуру инструментальной рейки и, следовательно, совпадает с профилем прямозубого колеса. Расчет косозубых колес ведут, используя параметры эквивалентного прямозубого колеса.

Делительная окружность косозубого колеса в нормальном сечении А А (см. рис. 14) образует эллипс, радиус кривизны которого в полюсе зацепления

 

Профиль зуба в этом сечении почти совпадает с профилем условного прямозубого колеса, называемого эквивалентным, делительный диаметр которого

dv = 2 pv = d / cos2 β = mt z / cos2 β = mz / cos3 β = mzv ,

откуда э к в и в а л е н т н о е ч и с л о з у б ь е в

 

где z – действительное число зубьев косозубого колеса.

Из этой формулы следует, что с увеличением β возрастает zv.

Силы в зацеплении

В косозубой передаче нормальная сила Fn составляет угол β с торцом колеса (рис. 15). Разложив Fn на составляющие, получим:

радиальную силу

 

где Ft = 2T2 / d2окружная сила;

осевую силу

 

При определении направлений сил учитывают направление вращения колес и направление наклона зуба (правое или левое).

 

 

Осевая сила Fa дополнительно нагружает подшипники, возра­стая с увеличением β. По этой причине для косозубых колес при­нимаютβ = 8...18°. Наличие в зацеплении осевых сил является недостатком косозубой передачи.

 

Вопрос 15. Предпосылки к расчету……

Понятие "приведенное зубчатое колесо" и приведенное число зубьев косозубых цилиндрических колес. Коэффициент, учитывающий форму зуба косозубого цилиндрического зубчатого колеса.

Расчетным является сечение N — N, нормальное к направ­лению зуба. В этом сечении определяют пара­метры эквивалентного колеса, которые используются при рас­чете на прочность. Профиль зуба косозубого колеса соответст­вует профилю эквивалентного прямозубого колеса с радиусом, равным радиусу кривизны эллипса по малой оси . Боль­шая полуось эллипса , малая — , радиус кривизны . Так как диаметр эквива­лентного прямозубого колеса , то эквивалентное число зубьев

,

Где z –число зубьев косозубого колеса. При расчете на прочность косозубые колеса заменяют на прямозубые с эквивалентным числом зубьев. С увеличением угла β эквивалентные параметры возрастают, что способствует повышению прочности передачи.

Коэффициент формы зуба не зависит от размеров зубьев, уменьшается с увеличением коэффициента смещения исходного контура x и с увеличением эквивалентного числа зубьев zv.

 

Достоинства косозубой передачи:

Зацепление колёс (шестерен) происходит плавнее, чем у прямозубых, и с меньшим шумом.

Площадь контакта увеличена по сравнению с прямозубой передачей, таким образом, предельный крутящий момент, передаваемый зубчатой парой, тоже больше.

Недостатками косозубых колёс можно считать следующие факторы:

При работе косозубого колеса возникает механическая сила, направленная вдоль оси, что вызывает необходимость применения для установки вала упорных подшипников;

Увеличение площади трения зубьев (что вызывает дополнительные потери мощности на нагрев), которое компенсируется применением специальных смазок.

В целом, косозубые колёса применяются в механизмах, требующих передачи большого крутящего момента на высоких скоростях, либо имеющих жёсткие ограничения по шумности.

Расчет на контактную прочность

Вследствие наклонного расположения зубьев в косозубом зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность. Наклонное расположение зубьев уменьшает динамические нагрузки. Все эти особенности трудно учесть при выводе расчетных формул, поэтому расчет на прочность косозубых передач ведут по формулам эквивалентных прямозубых передач с введением в них попра­вочных коэффициентов. По условиям прочности габариты косозу­бых передач получаются меньше, чем прямозубых.

Проектировочный расчет.Аналогично расчету прямозубой передачи межосевое расстояние для сталь­ной косозубой пары

 

где Т2 — в Н * мм; [σ]нв Н / мм2.

Проверочный расчет.Аналогично расчету прямозубой пере­дачи контактные напряжения в поверхност­ном слое косых зубьев

 

 

где дополнительно по стандарту:

 

ZH ≈ 1,76 cos β — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. Среднее значение ZH ≈ 1,71;

— коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Среднее значение Zε ≈ 0,8;

ZМ = 275 Н1/2/мм — для стальных колес.

Следовательно,

 

 

где Ft — в Н; d2, b2 — в мм; KHα — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес 7...8-й степени точности:

КНα = 1,04...1,09 при υ ≤5 м/с,

КНα = 1,07...1,13 при υ = 5...10 м/с;

КНβ — коэффициент неравномерности нагрузки по шири­не венца;

КНυ — коэффициент динамической нагрузки. Для косозубых передач рекомендуется:

КНυ = 1,02...1,06 при любой твердости зубьев и υ ≤ 10 м/с,

КНυ = 1,1 при твердости зубьев Н ≤ 350 НВ и υ = 10...20 м/с,

КНυ = 1,05 при твердости зубьев Н > 350 НВ и υ = 10...20 м/с.

 

Расчет на изгиб

 

Аналогично расчету прямозубой передачи условия прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса косозубой передачи

 

 

 

где YF — коэффициент формы зуба, выбирают по эквивалентному числу зубь

Последнее изменение этой страницы: 2016-07-23

lectmania.ru. Все права принадлежат авторам данных материалов. В случае нарушения авторского права напишите нам сюда...